CK6163型数控车床主传动系统设计毕业设计.docx

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CK6163型数控车床主传动系统设计毕业设计

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CK6163型数控车床主传动系统设计

第1章、机床的主要参数的确定

1.1尺寸参数

1.1.1主参数

床身最大工件回转直径Φ630mm（[1]P）

1.1.2基本参数

刀架上最大工件回转直径Φ320

主轴通孔直径Φ80

主轴头号B型B型11号

主轴前端孔锥度公制100号

装刀基面至主轴中心距离

根据分析，用硬质合金车刀对小直径钢材精车外圆时，主轴转速最高，据经验，并参考切削用量资料，取Vmax=200mmin,取R=0.5，Rd=0.2，则

d=R·D=0.5×630=315mm（[2]P）

d=Rd·d=0.2×315=63mm（[2]P）

n=

=1010rmin（[2]P）

1.2.1.2计算n

根据分析，用高速钢车刀粗车合金钢材料的梯形螺纹（丝杆），主轴转速最低。

根据调查，Φ630mm数控车床加工丝杆的最大直径为70mm。

根据经验，并参考切削用量资料，取V=7mmin，则：

n==32rmin（[2]P）

访问若干个使用Φ630数控车床的使用部门，了解并统计了这些机床的主轴转速如下：

加工轴类零件n=400～900rmin

加工盘形零件n=150～300rmin

机修工作n=80～150rmin

车大导程螺纹n=32～63rmin

最后综合地分析比较计算和调查所得的结果，对主轴的最高转速，计算结果为1010rmin，调查结果900rmin，根据用户需要并留有发展余地，取所设计机床的主轴最高转速为1000rmin，最低转速为32rmin。

1.2.2主轴转速级数的确定

1.2.2.1主轴转速数列公比φ

CK6163数控车床适中、小型通用机床，取φ=1.26（[2]P）

1.2.2.2主轴转速的级数

Z==+1=（[2]P）

1.3动力参数

主电动机功率的确定：

1.3.1计算法

负荷切削规范

规范名称

加工方法

工作条件

刀具条件

切削用量

CK6163数控车床最大扭矩试验

车外圆

材料45号钢，直径260mm

材料YT15

前角γ=6°

后角α=6°～8°

主偏角φ=45°

倾角λ=3°

刀尖半径r=1mm

主轴转速

n=125rmin

背吃刀量

ap=6mm

进给量

f=0.5mmr

切削速度V=

（[2]P）

主切削力=

（查表，用硬质合金刀具加工中碳钢料时，F=200,加工铸铁时F=180，P=（[2]P）,机床电机功率≥

）（[2]P）,其中Fc主切削力，F—单位面积的切削力

1.3.2调查研究法

参照普通车床CW6163B主电机=11kw，考虑数控车床加工特点和生产实际情况，故选用CK6163数控车床主电机功率为=13kw。

第2章运动设计

2.1设计原则

①在满足一定转速范围、技术条件下，传动链尽可能短和简单；

②传动平稳、振动小、噪声低、效率高；

③功率和扭矩满足使用要求；

④适应主轴精度和刚度要求；

⑤操作方便、轻巧、结构简单、工艺性好；

⑥必须考虑制动装置；

⑦必须考虑良好的润滑。

2.2传动方式

根据设计原则，考虑数控车床的加工特点，本机传动方式采取分离传动，即把主轴组件与变速传动部分两者分开形成一个主轴箱和一个变速箱。

有如下优点：

变速箱工作中产生的振动和热量不直接传给主轴，因而减少了主轴的振动和热变形，提高了加工精度。

主轴箱内齿轮可大为减少，故主轴箱的振动、噪声和热量都减少了。

高速时可由皮带传动直接带动主轴旋转，缩短传动链，从而运动平稳，精度、效率均提高；低速时，经背轮机构传动主轴，可获得较大的扭矩，以满足粗加工的需要。

缺点是多增加了箱体，使加工和装配工时增加。

因而，提高了制造成本。

2.3变速形式

采用滑移齿轮有级变速传动方式，其优点是齿轮传动结构可靠，工艺成熟

，变速方便。

缺点是噪声较大，高速时更为严重。

2.4确定主传动系统方案及运动设计计算，并绘制转速图

2.4.1主传动采用分离传动

即分为变速箱和主轴箱两部分。

主轴箱在上，变速箱在下。

下面的变速箱有2×2=4级变速，作为第一扩大组和基本组。

上面的主轴箱采用了背轮机构和增加变速组的传动系统。

变速箱与主轴箱之间用皮带传动。

若接合主轴内齿轮离

器，可直接传动主轴，得到4级高速；若经背轮机构，可得到4级低速，它的结构式为8=Z×Z×Z，背轮机构作为第二扩大组，其得8级转速。

如前计算，主轴转速为16级，故采用增加一个变速组传动系统来扩大变速范围和变速级数。

本题采用增加一个变速组的传动系统，传动数为2，作为最后一个扩大组，则其结构式为Z=16=×××。

最后扩大组的变速范围

，，故r

2.4.2确定是否增加降速传动

2.4.3分配降速比

前面已确定：

16=Z×××Z共需四个变速组。

增加：

电动机—变速箱

变速箱—主轴箱

主轴前共三个降速比

它们分别是：

主轴箱及变速箱电动机→第一扩大组→基本组为四根轴，

即电—Ⅰ—Ⅱ—Ⅲ

新增变速组第三扩大组Ⅳ—Ⅴ—Ⅵ—Ⅶ，

共三根轴Ⅳ—Ⅵ—Ⅶ

主轴前定比传动：

Ⅶ—Ⅷ一根轴总共九根传动轴

2.4.4绘制转速图

1）画出竖直相等的线，分别代表电、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ九根轴，画十六根距离相等的水平线代表16级转速，这样形成了转速图格线。

2）在主轴轴标出16级转速（查标准数列表，得如下数值：

32，40，50，63，80，100，125，200，250，315，400，500，630，800，1000）

3）在最低转速用H点表示，在最高转速轴用B表示，在轴向上两格（φ=1.26），在电机轴上用A点代表电动级转速n0=1450rmin。

B、H两点连线相距约15格，即代表总降速比i=。

4）主轴箱a、定比降速：

从H点向上3格在轴Ⅶ得G点（φ），

b、变速组：

Ⅳ―Ⅴ―Ⅶ

Ⅳ―Ⅴ―Ⅵ―Ⅶ（第二扩大组，背轮机构），

b、低速组：

变速组的降速比的14，故从轴G点向上4格。

得轴F点；变速组的降速比取14，Ⅵ轴向上4格得Ⅴ轴E点（Ⅳ轴E点）。

b、高速组：

（直线传动）：

从E—E作一水平线与Ⅶ轴相交于G点

c、变速组（第三扩大组，新增）：

P=2，Z=8，Ⅳ—Ⅵ<，从F点分别向下向4格得G、G点。

5）变速箱—主轴箱定比降速（1.5=φ）从轴E点向上两格到轴点。

6）变速箱内变速组a:

基本组从Ⅲ轴D点向上1格到Ⅱ轴C点，因基本组为I，即基本组为二对齿轮传动，级比指数为ζ=1.故从Ⅱ轴C水平作一线得D点；

b:

第一扩大组为I，即二对齿轮传动，级比指数χ=2.故二对齿轮传动相距2格，从C向上2格得C点。

将以上各点连线，并画出全部传速线，得转速图。

2.5变速组内模数相同齿数的确定

第一扩大组：

i==

i==1.26

查表，得Z=32，Z

Z，Z=32

基本组：

i===

i=1

查表得：

Z，

Z

第二扩大组:

背轮机构齿轮离合器

直接传动:

i==（）=1

背轮传动:

i==

i=

查得：

Z，

Z，Z

Z，Z

第三扩大组：

（新增）i==

i=1.26

查得：

Z（=Z）

Z=60（=Z）

Z（=Z）

Z（=Z=）

（Z与Z，Z与Z，Z与Z，Z与Z设计成同一齿轮）

将各级齿轮齿数标在转速线图上成转速图。

CK6163转速图

2.6验算主轴各级转速误差

2.6.1计算主轴各级实际转速

n=1450×××××××=32.4rmin

n=1450×××××××=40.5rmin

n=1450×××××××=50.7rmin

n=1450×××××××=63.5rmin

n=1450×××××××=81rmin

n=1450×××××××=101.3rmin

n=1450×××××××=127.7rmin

n=1450×××××××=158.4rmin

n=1450××××××=202.7rmin

n=1450××××××=253.4rmin

n=1450××××××=316.7rmin

n=1450××××××=395.9rmin

n=1450××××××=506.7rmin

n=1450××××××=633.4rmin

n=1450××××××=791.8rmin

n=1450××××××=989.7rmin

2.6.2验算主轴各级转速差

主轴各级转速相对误差为:

△=×100%=100%=1.25%

△=×100%=100%=1.25

△=×100%=100%=1.4%

△=×100%=100%=0.79%

△=×100%=100%=1.25%

△=×100%=100%=1.3%

△=×100%=100%=1.36%

△=×100%=100%=1.00%

△=×100%=100%=1.35%

△=×100%=100%=1.36%

△=×100%=100%=0.54%

△=×100%=100%=1.025%

△=×100%=100%=1.34%

△=×100%=100%=0.54%

△=×100%=100%=1.025%

△=×100%=100%=1.03%

n

32.4

40.5

50.7

63.5

81

101.3

126.7

158.4

202.7

253.4

316.7

395.9

506.7

633.4

791.8

989.7

n

32

40

50

63

80

100

125

160

200

250

315

400

500

630

800

1000

△%

1.25

1.25

1.4

0.79

1.25

1.3

1.36

1.00

1.35

1.36

0.54

1.025

1.34

0.54

1.025

1.03

转速相对误差允许值为△%=10×（φ-1）%=10×（1.26-1）%=2.6%

比较以上计算结果，主轴实际各级转速相对误差均未超差，符合要求。

2.7绘制传动系统图

第3章、传动零件的初步计算

3.1计算转速n

3.1.1主轴计算转速的确定

由于机床属于中型通用机床和用途较广的半自动机床，又为等公比传动，故计算转速：

n=nφ=nφ=nφ=nφ=32×1.26=100rmin（[6]P）

3.1.2其他传动件计算转速的确定

从转速图上确定其他各传动比的计算转速。

3.1.2.1传动轴的计算转速

a、Ⅶ轴的计算转速

Ⅶ轴共有16级转速，Ⅶ轴按3060传动主轴，只有200rmin及其以上转速传递全部功率，故最低转速200rmin即为轴的计算转速。

b、Ⅵ轴的计算转速

同理Ⅵ轴共有8级转速，此时经齿轮副（，）传动Ⅶ，只有400rmin～800rmin共4级转速能够传递全部功率，故最低转速400rmin为其计算转速。

c、其余轴计算转速

按上述方法类推。

现将各轴的计算转速列表如下

轴序号

Ⅰ

Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

Ⅴ

Ⅵ

Ⅶ

Ⅷ

计算转速nr·min

1000

800

630

400

400

400

200

100

2）齿轮的计算转速

a、齿轮Z的计算转速

齿轮Z装在Ⅶ轴上，经齿轮副传动主轴，得到63rmin～2000rmin16级转速，其中200rmin及其以上的转速才能传递全部功率，故齿轮Z的计算转速为200rmin。

b、齿轮Z的计算转速

齿轮Z装在Ⅷ轴（主轴）上，共有32rmin～1000rmin转速，其中只有100rmin及其以上者能传递全部功率，故100rmin为其计算转速。

c、齿轮Z的计算转速

齿轮Z装在Ⅵ轴上，经齿轮副传动Ⅷ轴，其本身转速为160rmin～800rmin转速，其中250rmin及其以上者才能传递全部功率，故250rmin为其计算转速。

d、齿轮Z的计算转速

齿轮Z装在Ⅶ轴上，经齿轮副传到Ⅷ轴得到63rmin～315rmin转速，只有100rmin及其以上者能传递全部功率，故100rmin为其计算转速。

e、以此类推，可得其他各齿轮的计算转速。

现将各齿轮的计算转速列表如下：

齿轮

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

Z

计算转速r·min

1000

1250

1000

800

1250

1250

800

630

400

400

400

1000

250

100

200

3.2各轴输入功率：

Ⅰ轴P=P·η=13×0.96=12.48KW

Ⅱ轴P=P·η·η=12.48×0.99×0.97=11.98KW

Ⅲ轴P=P·η·η=11.98×0.99×0.97=11.51KW

Ⅳ轴P=P·η=11.51×0.96=11KW

Ⅴ轴P=P·η·η=11×0.99×0.97=10.6KW

Ⅵ轴P=P·η·η=10.6×0.99×0.97=10.11KW

Ⅶ轴P

=P·η·η=10.11×0.99×0.97=9.78KW

Ⅷ轴P=P

·η·η=9.78×0.99×0.97=9.39KW

各轴输入功率列表如下：

轴

电

Ⅰ

Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

Ⅴ

Ⅵ

Ⅶ

Ⅷ

输入功率kw

13

12.48

11.98

11.51

11

10.6

10.11

9.78

9.36

3.3各轴输入转矩：

Ⅰ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=119184N·mm

Ⅱ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=143071.25N·mm

Ⅲ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=174477N·mm

Ⅳ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=260625N·mm

Ⅴ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=253075N·mm

Ⅵ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=241376.25N·mm

Ⅶ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=46699.5N·mm

Ⅷ轴T=9.55×10=9.55×10N·mm=899105N·mm

各轴输入转矩列表如下：

轴

Ⅰ

Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

Ⅴ

Ⅵ

Ⅶ

Ⅷ

输入转矩N·mm

119184

143071.25

174477

260625

250075

241376.25

46699.5

889105

3.4传动轴及主轴直径计算（最小直径）

（1）按扭矩刚度对传动轴直径估算

d=91×=91×=32.7mm取d=35mm（[5]P）

d=91×=91×=32.8mm取d=30mm

d=91×=91×=35.95mm取d=35mm

d=91×=91×44mm取d=45mm

d=91×=91×=46.1mm取d=50mm

d=91×=91×=45.6mm取d=50mm

d=91×=91×=38.5mm取d=40mm

（2）主轴直径估算

查表选择主轴前轴颈直径为D=（140～165）mm，取D=160.25mm，D=（0.7～0.85）D=120.25mm。

3.5传动齿轮的计算

3.5.1齿轮的材料及热处理

1）变速箱齿轮：

Ⅰ、Ⅲ轴齿轮选用锻钢45G45

Ⅱ轴齿轮选用锻钢40CrG45

2）床头箱（主轴箱）Ⅳ、Ⅵ、Ⅷ轴齿轮选用锻钢45G52

Ⅴ、Ⅶ轴齿轮选用锻钢40CrG52

3.5.2齿轮精度选择

考虑齿轮转速均大于5～10ms范围内，故选用8-7-7DC精度，表面粗糙度▽～▽。

3.5.3齿轮模数的估算

一般同一变速组的齿轮模数相同，按简化的疲劳强度公式对负荷最重的小齿轮的模数进行估算。

a、变速箱

m=16338×=16338×

=2.78取m=3mm（[6]P）

b、主轴箱

直齿轮模数：

m=16338×=16338×

=3.6取m=4mm

斜齿轮模数：

m=16338×=16338×

=4.38取m=4.5mm

3.6三角胶带传动计算

3.6.1变速箱（与电动机带轮）

（1）确定计算功率（[9]P）

P=KP=1.1×13=14.3kw

（2）选择胶带的型号

根据计算功率P=14.3kw，小带轮转速n=1450rmin，选择带型，为B型带。

（3）确定带轮基准直径d、d

小带轮基准直径d=130mm

大带轮基准直径d=i×d=188.5mm，取d=186mm

校核速比误差△===0.0133≤0.05,

△在允许范围内，可以。

（4）校核带速

V===9.86ms

V=5～25ms之间，d选择合适。

（5）确定带基准长度Ld和中心距a

初取中心距a=0.7（d+d）～2（d+d）

=0.7（130+186）～2（130+186）

=212.2～632mm

初取a=400mm

确定带的基准长度Ld=2a+（d+d）+

=2400++

=1298mm

根据Ld值取标准值L=1250mm。

实际中心距a=a+400+376mm

中心距变化范围a=a+0.03Ld=376+0.031250=413.5mm

a=a-0.015Ld=376-0.0151250=357.25mm

（6）验算包角αα=180-57.3

=180-57.3

≈171.2

α＞120,符合要求。

（7）确定胶带根数Z

查表单根V带基本额定功率P=2.2kw

单根V带功率的增量△P=0.36kw

包角修正系数K=0.98

带长修正系数K=0.88

代入公式Z==6.5

取Z=7根<10根，可以。

（8）计算预紧力F

带每米长质量

=0.17kgm

预紧力F=500（-1）+V

=500×（）+0.17×9.86

=160.35N

（9）计算压轴力

F=2ZFsin=2×7×160.35×sin=2266.2N

（10）带轮结构设计（见电动机与变速箱带轮）

3.6.2主轴箱（与变速箱带轮）

（1）确定计算功率（[9]P）

P=·=1.1×11.51=12.661kw

（2）选择三角带的型号

根据计算功率P=12.661kw，小带轮转速n=1250rmin，选择带型，选择B型带。

（3）确定带轮基准直径d、d

小带轮基准直径d=190mm

大带轮基准直径d=i××190=297mm，取d=304mm

校核速比误差△===-0.024≤±0.05

△在允许范围内，可以

（4）校核带速

V===12.44ms

V=5～25ms之间，d选择合适

（5）确定带基准长度和中心距a

初定中心距a=0.7（d+d）～2（d+d）

=0.7（190+304）～2（190+304）

=345.8～988mm

初取a=450mm

确定带基准长度=2a+（d+d）+

=2450++

≈1683mm

根据取标准值=1680mm

实际中心距a=a+=450+=448.5

中心距变化范围a=a+0.03=448.5+0.03×1680=460.4mm

a=a-0.015=448.5-0.015×1680=384.8mm

（6）验证包角α=180-×57.3

=180-×57.3

=164

＞120，符合要求。

（7）确定胶带根数

查表单根V带基本额定功率=4.29kw

单根V带功率的增量△=0.54kw

包角修正系数K=0.96

带长修正系数K=0.93

代入公式Z≥=≈2.94

取Z=5根<10根，可以

（8）计算预紧力F

带每米质量=0.17kgm

预紧力F=500（）+V

=500（）+0.17×12.44

=188.92N

（9）计算压轴力F=2ZFsin=2×5×188.92×sin

=1870.8N

（10）带轮结构设计（见床头箱与变速箱带轮）

第4章、绘制部件装配图

4.1主轴部件的结构设计（[7]3册P）

4.1.1主轴的滚动轴承设计

1）主轴滚动轴的选择

中等速度、较大载荷、要求刚度较高、主轴前支承选用双列向心短圆柱滚滚子轴承；中间辅助轴承为6028（128）深沟球轴承。

这样，不仅保证主轴的回转精度，也提高了主轴的刚性和抗振性。

2）主轴轴承精度选择

前后主轴的精度对主轴的旋转精度的影响：

a图

a图表示轴承右偏移量，后轴承有偏移量为零，这时反映到主轴端部的偏移量为=

b图

b图表示轴承偏移量为零，后轴承有偏移量，这时反映到主轴前端的偏心量为：

=

从以上说明，前轴承的精度对主轴组建的旋转精度影响较大。

因此前轴承的精度应选得高一些，后轴承比前轴承可以选的低一些。

本设计前后轴承精度都选的偏高些，为P4级。

3）推力支撑位置的选择（轴承的配置形式）为了使主轴有足够的轴向位置精度并尽量优化结构，应适当地选择推力支撑的位置。

本设计推力支撑位置采用如下形式：

以上表示两个推力支撑都装在前支撑的内侧，减少了主轴的悬伸，并且有轴向刚度和轴向精度的优点，但前支撑结构较为复杂。

4）滚动轴承的预紧和间隙的调整

对轴承进行预紧使其间隙为零或产生过盈量，可提高轴向的旋转精度、抗振性和刚度改善主轴部件的工作性能，使滚动体受力均匀而使轴承的寿命提高。

4.1.2主轴的设计

1）主轴的材料和热处理

由于本机床主轴支撑为滚动轴承，选用45钢，调质HBS220～250，主轴锥孔和定心轴颈表面淬火HRC40～45。

2）主轴的主要技术要求

a、主轴上主要配合尺寸公差采用6级精度

b、轴颈处的形状公差取直径公差～

c、主轴端部和安装齿轮等部件的轴头与前后轴颈同轴度公差略小于直径公差的

d、用于2夹具轴向定位的轴肩端面（对轴线的）跳动不大于该处直径公差的

e、表面粗糙度，安装轴承处的轴颈和安装传动件的轴头，其表面粗糙度R为0.4。

3）主轴主要参数的确定（[6]3册P）

a、主轴前轴颈直径D的确定

根据普通车床主轴前轴直径D与主参数D的关系，当D在630～1000mm时，D=0.2D再根据主电机功率，采用类比设计，定位D=0.2D+35=0.2+35=126+35mm，取D=160.25mm。

b、主轴内孔直径d

根据=0.55～0.6，d=（0.55～0.6）D=（0.55～0.6）×（126～161）=（69.3～96.6）mm，取d=80mm。

c、主轴悬伸量a，根据轴端标准选a=163.5mm

d、主轴支承跨距L的确定

利用主轴最佳跨距计算线图计算，根据公式η=，先求分η的大小。

再根据η的大小查找La的数值，从而定出L的数值。

弹性模量：